传动试验（共7篇）
传动试验 篇1
由中国矿业大学机电与信息工程学院和兖州矿业 (集团) 公司机械制修厂研制的综采运输设备传动部大功率综合试验台, 是适合矿区机修厂的集减速器和电机检测为一体的微机检测系统, 其整体技术水平达到了国内领先水平。
在煤矿井下的综采运输设备中, 由减速器和电机为主组成的传动部是关键的部件, 其大修质量的好坏直接影响着煤矿生产的正常进行。由于200kW以上功率的设备大修以后没有测试手段, 使得一些设备的故障及质量隐患无法及早地发现。因此, 开发大功率的加载试验台对于确保综采运输设备的大修质量、运行可靠性和保证实现高产高效具有重要意义。新研制的试验系统由拖动电机、陪试减速器、增速器、直流电机、转矩转速传感器、温度传感器、电气控制柜、控制台、测量仪表柜、减速器冷却系统、工控计算机系统、试验台架等组成, 采用可控硅逆变加载方式, 实现了CAT技术功能, 可以对综采运输设备的传动部进行综合试验。试验内容包括减速器的空载试验、温升试验、噪声试验、效率试验和电机空载试验、负载试验、绝缘试验。使用实践证明, 此系统能够实现综采运输设备主要使用的13种型式、功率在200~600kW减速器及其匹配电机的综合试验, 实现了微机控制、技术数据自动采集处理和控制系统的故障检测及显示报警, 并且系统还留有今后扩大功率的基础措施。此类大功率、多机型的试验系统目前在同行业中尚欠缺, 对国内各矿区综采设备的质量管理提供了借鉴和促进作用。
汽车传动带电封闭性能试验台设计 篇2
关键词：汽车同步带,传动性能试验,结构设计
0 引言
汽车传动带具有结构简单安装方便、无需润滑、噪声小、价格低等优点,汽车同步带应用于汽车发动机的正时传动,保证凸轮轴和曲轴的相位关系,控制气门的开启,如图1所示。汽车V带或汽车多楔带应用于发动机辅助传动系统,主要为水泵、空压机、转向泵和发电机等传递运动和动力,如图2所示。汽车同步带传动要求保证稳定的传动比、使用寿命和低噪声,同样汽车V带和汽车多楔带传动也要求满足使用寿命和低噪声。因此德国、美国等发达国家的汽车传动带制造企业通过最大限度地延长凸轮轴传动同步带的使用寿命来保证汽车发动机的工作性能,通过采用HNBR材料来提高汽车传动带的产品质量,目前在一般行驶条件下HNBR同步带的工作寿命可达10万~15万km。现代汽车对同步带的要求是:使用寿命达25万~30万km;使用温度-35℃~150℃,瞬时高温可达175℃;耐油性≥CR;150℃下台架寿命可达3000h。
为评价汽车传动带的使用寿命ISO1995年制定了“ISO10917同步带传动-汽车同步带与带轮疲劳试验方法”,1995年ISO制定了“ISO11749带传动汽车工业用多楔带疲劳试验”2003年ISO制定了“ISO5287带传动汽车工业用窄V带疲劳试验”,2000年我国制定了“GB/T 18183汽车同步带疲劳试验方法”,规定了汽车同步带两轮和三轮疲劳寿命试验方法和试验参数,2008年我国制定了“GB/T11545带传动汽车工业用V带疲劳试验方法”和“GB13552汽车工业用多楔带疲劳试验”。目前ISO标准和GB标准的汽车同步带疲劳试验方法中给出的轮系布置如图3(a)所示,汽车V带和汽车多楔带疲劳试验方法中给出的轮系布置如图1(b)所示[1~3]。
国内外汽车传动带疲劳寿命试验台的工作方式分为开式和封闭式,开式试验方式一般采用风扇、水轮机、电力测功机等耗能装置来模拟传动带的负载,由于疲劳寿命试验时间都大于80h,试验台耗电量大,试验成本高,目前基本不采用开式试验方式进行试验。封闭式试验方式因有能量回馈环节使耗电量小,分为机械封闭式和电封闭式两种封闭方式,机械封闭式通常采用滑差离合器或V带传动给被试验带施加负载,由于施加负载过程中的传动比不稳定导致被试带的负载在一定范围内变化,试验结果与汽车带的实际工况下使用寿命存在较大差异[4,5]。
1 试验台整体结构设计
根据国家标准,国内相关企业分别研制了机械封闭式汽车同步带疲劳寿命试验台和汽车V带疲劳寿命试验台,按标准要求可以输入负载扭矩、转速、张紧力进行试验,由于不实时记录传动比、滑差、传动功率和扭矩等试验参数,对试验后的被试带达不到规定运行时间的分析缺乏依据。本文基于降低汽车传动带疲劳寿命试验机的制造成本,并兼顾被试带进行疲劳试验过程中带传动性能的分析功能,提出了如图4所示的可实现汽车同步带和汽车V带、多楔带疲劳试验和传动性能测量要求的组合式电封闭综合性能试验台结构。实现了在进行被试带疲劳试验的过程中通过实时记录传动比、滑差、传动功率和扭矩参数,为被试带的疲劳损伤和传动性能分析提供了依据。
试验台主、从动轴系分别安装在主动滑板和从动滑板上,主、从动滑板通过丝杠调节相对位置适应不同的被试带的中心距,在试验台上通过调节各张紧轴系的位置可以进行不同类型带的试验。进行汽车同步带三轮试验时,将汽车同步带三轮张紧轮系沿导轨移动到试验台前端,V带三轮张紧轮系沿滑移导轨移动到试验台后端,并锁紧固定张紧轮系位置。由于张紧力大小影响带的传动性能和使用寿命,为保证张紧力施加准确,该试验台采用步进电机驱动丝杠带动张紧轮系沿导轨方向运动对被试带施加张紧力,张紧力大小由力传感器进行监控,当达到要求的张紧力后通过锁紧装置固定张紧轮系位置。根据标准传动带性能试验要求最高转速为6000rpm,需要连续运行80h,为保证高速轴系轴承的使用寿命,设计了的循环油润滑装置对各高速轴系进行润滑和冷却,并设计了径向迷宫密封与环形沟槽密封组合的密封结构,防止高速轴系润滑油液泄露。
2 控制系统
试验台的转速、负载的准确性直接影响带传动性能的评价,需要对主动轴系的回转速度和从动轴系的负载进行闭环控制,本文采用三肯变频器控制主动轴转速,并与工业计算机和自制数据采集卡(四路16位A/D,四路16位D/A,8路I/O)、转速传感器共同组成主动轴系转速闭环控制系统,转速控制精度为±0.1%FS;从动轴负载控制系统采用ABB四象限变频控制器控制负载轴输出扭矩,并与工控机和数据采集卡、扭矩传感器共同组成扭矩闭环控制系统,负载扭矩控制精度为±0.5%FS,转速和扭矩通过数据采集卡实时传送给工控机,控制原理图如图5所示。采用VB设计虚拟面板VC编写动态链接库的方法设计了传动性能试验台控制界面,试验过程中能实时采集主从动轴的转速、扭矩和环境箱温度等试验数据,并通过RS485串联通讯口将电气控制回路的输入电流、电压、功率和负载回路消耗的电流、电压、功率进行实时监控,试验台控制系统操作界面如图6所示。
1.从动滑板丝杠;2.从动滑板;3.负载电机;4.从动轴系;5.扭矩传感器;6.转速传感器; 7.V带张紧轴系;8.张紧力传感器;9.步进电机;10.配油座;11.滑移导轨;12.主动轴系;13.扭矩传感器;14.转速传感器;15.主动滑板;16.主动电机;17.主动滑板丝杠;18.步进电机;19.滑移导轨;20.锁紧机构;21.张紧力传感器;22.同步带张紧轴系;23.底座
3 汽车同步带传动性能试验
在研制的多功能传动性能试验台上进行了ZA型汽车同步带传动性能试验,如图7所示,设置主动轴转速为6000r/min;从动轴负载扭矩为16Nm;高温箱试验温度为150℃,经过80小时的疲劳寿命试验,试验台节电量大于70%,被试验的汽车同步带仍能正常使用,满足设计使用寿命,试验过程中主从动轮转速曲线如图8所示,实验负载扭矩变化曲线如图9所示,主动轮最高转速为6017rpm,最低转速为5995rpm,从动轮最高转速为6014rpm,最低转速为5992rpm。主动轮最高试验扭矩为16.5Nm,最低试验扭矩为16.2Nm,从动轮最高试验扭矩为16Nm,最低试验扭矩为16.2Nm。转速变化范围在0.5%以内,负载扭矩变化在5%以内,满足了汽车带传动性能要求。由于在高温试验时高温箱内的温度通过轴传导到轴承座内,使轴系的温度升高,降低轴承润滑油的黏度,增加轴承的磨损,影响轴系的正常工作。本文采用非接触式红外测温仪实时测量了轴系轴端温度变化曲线如图10所示,其中同步带张紧轴系温度为73.4℃~79.5℃,主动轴系温度为40℃~50.8℃,负载轴系最高温度为41.4℃~51.9℃,表明设计的轴系循环油润滑装置可以保障高速轴稳定工作。
4 结论
1 ) 本文按照G B标准规定 的汽车传 动带疲劳试 验方法要 求 , 研制了多 功能电封 闭带传动 综合性能试 验台 , 其主要性 能参数 : 主动轮转 速为 :300rpm~6200rpm±2%,负载功率18.5KW;高温箱温度:0~150℃±5℃,电封闭节电量率大于70%,被试带传动中心距:400m~1300m。
2)在研制带传动性能试验台上进行了80小时的ZA汽车同步带传动性能试验,通过试验台主、从动轴系上转速和扭矩的实时监测了汽车同步带的主从动轮转速、传动负载和张紧轴系温度,转速变化范围在0.5%以内,负载变化范围在5%以内,满足了汽车带传动性能检测的试验要求。
参考文献
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传动试验 篇3
人字齿轮因具有承载能力高、工作平稳性好等优点[1],在舰船后传动中被大量采用。减小动降低噪声是其重要的研究方向[2]。传动误差映齿轮实际啮合与理想啮合的偏差情况,是产振动噪声的一个重要原因。
齿轮修形具有良好的减振降噪效果[3]。实践证明,在高速重载传动时,采用齿顶、齿根修缘后,能有效地改善啮合性能,减小啮合冲击,降低噪声。此外,为了提高工效常以小轮修根代替大轮修缘,即修形都放在小齿轮上。为了降低齿轮副对安装误差的敏感性,人字齿轮的几何传动误差可设计为抛物线形。同时考虑到齿轮副的修形是通过对刀具修形实现的,而刀具的抛物线齿廓易于加工,因此,小轮加工刀具采用三段抛物线齿廓以实现小轮齿廓三段修形。
轮齿承载接触分析(loaded tooth contact analysis,LTCA)技术已与齿轮修形设计结合在一起,以承载传动误差最小为优化目标,可以寻求最佳的齿面修形设计[4]。基于此,根据有限元柔度矩阵的非线性规划法[5],建立人字齿轮承载接触分析的数学模型,从而获得人字齿轮的承载传动误差。以一对试验人字齿轮为例,通过修形前后传动误差的比较,验证了传动误差计算的正确性和修形的有效性。
1 小轮齿廓三段修形
齿廓修形通用的方法是改变刀具切削刃的形状。常用的齿条形刀具(滚刀)加工齿轮的方法是以抛物线代替齿条的直线齿廓,从而获得中凸的齿形。齿条的法向齿廓形状和齿面坐标系分别如图1和图2所示。图1中的y1、y2、y3分别为齿廓坐标系obxbyb下的三段抛物线方程,其表达式为
通过坐标变换,可将齿条刀齿廓方程转化为刀具齿面方程:
式中,u为在齿条刀具法截面上,齿廓上的点距抛物线极点的距离;l为齿廓上的点所在的法截面距坐标原点oc的距离;dp为抛物线极点的位置参数;α、β分别为压力角和螺旋角;am为齿条节线上的法向半齿厚。
图1中,u1和u2分别为3条抛物线在齿条刀齿廓的位置。当u2≤u≤u1时,刀具齿面方程为y1;当u>u1时,刀具齿面方程为y2;当u<u2时,刀具齿面方程为y3。
对于左右端小轮齿面的加工,可以采用不同的修形刀具。
2 人字齿轮齿面接触的数学规划模型
图3所示为人字齿轮加载接触分析模型。假设在某啮合位置左右两端各有两对齿(Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ)同时接触。
齿轮承载接触分析方法详见文献[6-7],其中人字齿轮特有约束条件为
式中,Pj为离散载荷;γj为法向载荷与轴向的夹角(取锐角)。
式(3)表示同一接触位置左右端齿面所有离散点处的离散载荷之和等于作用载荷;式(4)表示同一接触位置左右端离散载荷轴向分力相等。
采用数学规划法求解人字齿轮加载接触问题的表达式为
式中,Xj为人工变量;k为一个周期内啮合位置数;F为小齿轮、大齿轮接触椭圆长轴离散点处的柔度矩阵;P为总法向载荷;P为离散载荷向量;P1、P2分别为左右端离散点载荷,P1、P2包含于P中;γ、λ分别为左右端离散点载荷与轴向的夹角;d为啮合点处变形后的法向齿面间隙;w为啮合点处初始法向齿面间隙;Z为轮齿变形后的法向位移。
式(5)是由已知参数和未知参数组成的一个非线性规划模型,规划的目标是系统变形最小。用一种改进的正规形方法[8]求解式(5),可以求解出式(5)啮合位置瞬时接触椭圆长轴离散点处的离散载荷P和轮齿变形后的法向位移Z。将Z变换为角度值后,可得到齿轮副在载荷作用下的传动误差。通过求解一个周期内所有啮合位置,就可以得到该周期内的齿面载荷分布和承载传动误差。
由于存在制造误差和安装误差,人字齿轮啮合时左右两端齿面会产生轴向不平衡力,从而导致轴向窜动。轴向力是否平衡,可用平衡条件式(4)进行检验。当轴向力不平衡时,沿轴向给定一个微小的窜动量,重新计算TCA与LTCA,直到两端产生的轴向力达到平衡为止。
3 试验与计算结果对比
将一对齿轮安装在高速齿轮试验台上进行带载试验(大轮上施加的扭矩为2000N·m),试验齿轮参数如表1所示,小轮修形量如图4所示(左右两端小轮齿面修形相同)。
传动误差测量系统主要包括圆光栅、细分卡、采集卡、计算机、分析软件等。传动误差测量系统组成框图如图5所示,其中圆光栅为系统的关键设备。本系统采用英国RESM圆光栅,标称外径为229mm,圆光栅采用双读数头,能够减小安装偏心对系统的影响,系统分辨率不大于1″,试验装置如图6。通过滤波技术将轴频和齿频传动误差进行分离。
图7、图8所示分别为修形前后齿频传动误差的检测曲线与理论曲线。表2为修形前后齿频传动误差的检测幅值与理论幅值(幅值指承载传动误差曲线的波动值)。
从图7、图8以及表2中可以看出:(1)修形后的理论值和检测值与修形前相比,承载传动误差明显减小;(2)修形前后的理论值与检测值均显示了齿频传动误差幅值很小,不大于1″,这是由于齿轮副的重合度很大,因而啮合刚度很大,且啮合刚度的波动幅度很小;(3)检测值大于理论值,这是由于齿频传动误差由轮齿变形和齿面误差两部分构成,理论值仅考虑了轮齿变形部分,而检测值则包括了轮齿变形和齿面的微小误差。
4 结论
(1)从减振降噪和提高工效出发,小轮齿廓采用三段修形。通过改变刀具切削刃的形状,用三段抛物线代替齿条的直线齿廓,导出了刀具齿面方程。
(2)在进行人字齿轮的承载接触分析时,将有限元、柔度矩阵和非线性规划结合在一起,同时考虑了人字齿轮的轴向窜动,通过一种改进的正规形求解方法,获得人字齿轮的承载传动误差。
(3)采用传动误差测量系统对一对试验齿轮副的传动误差进行了测量,并通过滤波技术将轴频和齿频传动误差进行分离。
(4)检测结果表明,修形后的承载传动误差明显减小,理论值与相应的检测值比较一致,检测值略大于理论值。
摘要：通过改变刀具切削刃的形状,以三段抛物线代替齿条的直线齿廓,推导出了刀具齿面方程;基于有限元柔度矩阵的非线性规划法,引入人字齿轮特有的约束条件,建立人字齿轮接触问题的数学规划模型,通过一种改进的正规形求解,从而获得人字齿轮的承载传动误差;利用光栅测量系统对修形前后试验齿轮副的传动误差进行了测量并与理论计算结果进行了对比验证。
关键词：修形,人字齿轮,承载接触,传动误差
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传动试验 篇4
十字轴式万向传动轴是应用于两相交轴或两平行轴之间的动力或运动的传递装置, 它由于结构简单、运行可靠、使用维护方便而被广泛应用于各类机械传动装置中。
由于十字传动轴的工作状况恶劣, 为了满足使用要求, 必须要求有合适的设计方法和可行的加工制造技术。十字传动轴的设计计算主要是验算十字轴、节叉轴承、叉形接头和传动轴等零件的承载能力, 传动轴的使用寿命主要取决于万向节的使用寿命, 而十字万向节中最重要的元件是节叉滚针轴承[1]。
十字万向节中节叉轴承的性能对传动轴效率、寿命及噪声有决定性的影响, 它独特的摆动工作方式决定了其性能、寿命以及失效形式也必然与普通做单向旋转运动的轴承有所区别[2,3,4]。研究和提高十字万向节节叉滚针轴承寿命属工程摩擦学领域的课题, 有着良好的社会与经济效益[5]。本文以现有汽车产品十字轴总成为研究对象, 直接选取产品中节叉轴承的滚针为试验样件, 进行疲劳磨损寿命试验, 分析和研究滚针凸度量的合理取值范围。
1 理论分析
1.1 十字轴总成寿命
图1所示为十字万向节的结构, 主要由十字轴1、节叉2、弹簧卡环3、轴承盖4以及滚针5组成, 传动轴通过节叉滚针轴承支撑在两个万向节叉之间。
滚动轴承寿命是表征滚动轴承质量和性能的最重要和最基本的技术指标, 也是产品设计时选用轴承必须考虑的重要参数。十字轴总成承受动态扭矩下的寿命Lh为
式中, n为传动轴转速, r/min;β为十字轴总成轴承工作时的摆动角, β∈[0°, 15°];TD为十字轴轴承动态扭矩, N·m;TCD为十字轴轴承额定动态扭矩, TCD=2CR (N·m) ;C为十字轴总成基本额定动载荷, N;R为十字轴总成的有效半径, m。
所以动态扭矩TD对十字轴总成寿命的影响比传动轴转速n对十字轴总成寿命的影响明显, 是十字轴总成设计控制的重要参数之一, 其大小与滚针的接触压力有关。
1.2 滚针的接触压力
十字万向节中节叉滚针轴承属非Hertz弹性接触问题, 根据光滑表面弹性接触问题的主导方程 (Fredholm积分方程) [6], 有
式中, K为材料常数, 与两接触体材料的弹性模量、泊松比有关;P为总的外载荷, N;δ为两弹性体之间相对弹性压缩量, μm;f (x, y) 为两接触表面函数。
借助于数值方法, 可以计算出滚针和滚道之间的接触压力。
1.3 滚针凸度量设计
滚针的凸度设计是改善接触压力分布的重要措施, 包括两部分内容, 即凸型选择和凸度量计算。Lundberg于1939年研究给出了对数凸型的凸度量T的计算公式[6]:
式中, l为滚针有效接触长度, mm;lt为滚针全长, mm;D为滚针直径, mm。
在计算滚针和滚道凸度量时, 需要综合考虑滚针的倒角和越程槽宽度。
2 试件分析
在相同的工作载荷下, 不同凸度量的滚针将有不同的实际工作长度。实际窜光工艺加工的凸型与凸度量不可能完全精确地符合设计要求, 所以需要对已加工凸度滚针进行受力状况分析, 以判断是否符合设计要求。图2为滚针凸度测量示意图, 设测量位置距滚针端部的距离为lm, 该位置的滚针半径相对于滚针中部半径的跌落量记为Cv, 对于基本尺寸相同的滚针, 在lm相同的条件下, Cv越大, 则凸度量也大。
从已有产品中提取样品, 用表面轮廓仪测绘出滚针的表面轮廓曲线。按文献[7]设计的分析程序要求, 读取滚针在指定测量点处的半径跌落量。在设计工况条件下, 分别计算出理想表面轮廓和实际表面轮廓下的接触压力分布, 并将两者加以比较, 在理论上可知样品滚针的凸度量大小是否合理。
理论上, 指定测量点的凸度量设计原则为:在最大负荷作用下, 滚针与滚道的实际接触长度上不出现边缘效应;在TCD负荷作用下接触区域最外端的接触压力接近于零的凸度量, 其变动范围为该滚针的凸度量公差。
选取的试验样件滚子全长为15.03mm, 两端各有半径为0.3mm的倒圆, 故有效接触长度为14.43mm。对滚针全长进行理想凸度量设计的结果如下:距滚针端部1.2mm测量点处的对数母线凸度量T的合理变动范围为1.4μm<T<3.4μm。由于窜光工艺的公差带在3μm左右, 再考虑润滑等因素, 因此凸度量变动值可略向上取值, 但下限不应小于1.4μm。
根据上述要求提取三种不同凸度量的滚针, 几何参数见表1, 其中, 1号滚针除了倒圆角外, 未作任何其他修形; 2号滚针为现有产品; 3号滚针为按照理论分析结果改进后的现有产品。显然, 2号滚针的凸度量比3号滚针的凸度量要大得多。
图3所示为按照文献[7]设计程序的理论分析结果, 可看出:1号滚针有“边缘效应”;2号滚针在中部产生压力集中;3号滚针的压力分布情况最为理想, 压力分布基本均匀。
3 试验
3.1 试验装置
试验是在德国Gim公司生产的23534型疲劳寿命试验机上进行的, 该试验机主要由驱动部分、加载装置、风冷部分、传动轴与试验机转轴的轴间夹角手动调节装置以及传动轴轴长调节装置等部分组成。
3.2 试验工况
表2所示为试验工况。试验要求出现以下现象之一即为失效:①轴承盖的表面温度超过规定值;②油脂变干或变黏;③滚针在轴颈上压痕深度超过0.1mm或同一轴颈上有3件滚针的压痕超过0.025mm。
3.3 试验过程
全部试验分成5组进行, 第1组使用1号试件, 第2组使用2号试件, 第3～5组都使用3号试件。
第1组与第3组试验的传动轴转速相同, 试件所受最大Hertz接触压力和摆角基本相同。第1组试验中, 1号试件运行100h出现疲劳失效, 第3组试验中, 3号试件运行300h未失效, 1号试件的疲劳寿命显著低于3号试件疲劳寿命。
第2组试验与第3组试验除试件的凸度量不同外其他工况参数完全相同。第3组试验中, 使用的3号试件的疲劳寿命显著高于第2组试验中使用的2号试件的疲劳寿命, 说明2号试件的凸度量不合适, 结合图3的凸度量测量结果分析可知, 2号试件的凸度量偏大。
第3组和第4组试验的试验时间不同, 其他工况参数完全相同, 运行300h试件未失效, 运行497.8h试件已经失效。与第5组试验相比, 第4组试验的转速相对较低, 载荷较大。低速重载工况下该组滚针的寿命小于497.8h, 高速轻载工况该组滚针的寿命大于1000h。
3.4 试验结果
试验时间是当温度上升超过设定值停止试验的时间。将传动轴从试验设备上拆下并判定万向节是否失效, 分解失效零件, 如图4所示。将10%产品发生故障的时间设计为寿命时间, 试验结果表明:1号滚针在100h后失效, 2号滚针在108.7h后失效, 3号滚针在165.3h后失效, 结果与理论分析结果有较好的一致性, 从而进一步证明了改善滚针的凸度量可以提高十字轴的疲劳寿命的结论。
4 总结
(1) 通过改变滚针的凸度量, 改善了滚针和轴颈及轴承盖的接触压力分布状态, 凸度量过小会导致边缘效应, 凸度量过大会使压力分布向滚针中部集中, 所以滚针的凸度量对特定的工况条件有一个合理的取值范围, 只要修形参数合适, 可以对工况有良好的适应性, 试验结果与理论分析有较好的一致性。
(2) 轴承滚针凸度量的改进实际上就是提高了十字轴滚针的有效接触长度, 增大轴承的承载能力, 所以, 若在无法改动其他构件几何尺寸的前提下, 可以取消滚针端部半径为0.3mm的圆弧倒角, 或减小圆弧倒角半径, 以增大滚针的有效接触长度。
(3) 试验结果表明, 产品改进后的疲劳寿命是改进前的1.52倍, 验证了在一定工况条件下, 滚针凸度量有一个较合理的取值范围的结论。在工程中, 这个取值范围可作为滚针加工的公差, 此时十字传动轴具有较高的疲劳寿命。
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传动试验 篇5
对于汽车而言, 燃油消耗量大小主要取决于发动机系统和传动系统的技术状况[1]。驱动桥位于汽车传动系统的末端, 其基本功用是增大由传动系统上游部件传递过来的转矩, 将转矩分配给驱动桥输出端两侧的驱动车轮, 并使驱动车轮具有汽车行驶所必需的差速功能, 同时还要承受各种外来作用力[2]。传动效率是评价汽车驱动桥系统工作性能的一项重要指标, 对汽车驱动桥的使用性能乃至整车的燃油经济性都有很大影响。对汽车驱动桥传动效率进行准确测量, 不仅有利于深入开展驱动桥的优化研究, 而且可以为整个传动系统的动力匹配提供有力的数据支持。要进行汽车驱动桥传动效率的测试分析, 就需要一个具有很强针对性的测试平台。利用专门的试验台架模拟驱动桥实际工况进行传动效率测试, 具有价格低廉和可控性强等特点, 自然成为了汽车驱动桥传动效率测试的最理想选择。
1 试验台总体设计
汽车驱动桥传动效率试验台的基本原理就是通过分别测量汽车驱动桥测试样件的输入功率和输出功率, 进而根据相应数学模型计算出汽车驱动桥系统的传动效率。驱动桥传动效率测试原理大致如下:以驱动电机作为动力源对驱动桥测试样件进行拖动, 驱动桥测试样件输出端两侧都有一台加载电机进行模拟加载;驱动电机和加载电机均可以工作在电动和发电两种状态, 测试过程中驱动电机以变频调速的电动机方式模拟发动机工作, 可以吸收直流母线能量;加载电机吸收驱动桥测试样件机械能以发电机方式模拟工作负载, 将机械能转化为电能并通过直流母线反馈给输入电机, 实现能量闭环。
在驱动电机与驱动桥测试样件输入端之间设有扭矩法兰, 可以测得输入扭矩;在加载电机和驱动桥测试样件输出端之间均设置扭矩法兰, 可以测量输出扭矩;至于输入端转速和两侧输出端转速, 由于驱动电机和加载电机内部均自带旋转编码器, 故可直接获取。将测得的输入输出扭矩参数、输入输出转速参数进行数据处理就能得到系统输入功率、输出功率及传动效率。汽车驱动桥传动效率试验台布置如图1所示。
2 测控系统的设计
试验台测控系统采用工控机和PLC主从式结构[3]。如图2所示, 工控机作为上位机负责人机交互以及控制信号的产生, PLC作为下位机接收工控机的命令对电机进行控制并定时采集传感器检测的转矩和转速信号, 两者可以通过标准接口进行相互通信, PLC通过通信模块将系统所需的扭矩、转速等参数以信号形式分别发送给各个异步电机的变频控制系统, 由变频控制系统改变异步电机的工作特性, 各个异步电机工作时的扭矩、转速参数的实时数据又会及时地传递回PLC, 经过PLC的分析处理, 可以实现与工控机的数据交流, 进而控制各个电机运行。
2.1 变频控制系统
所有电机变频控制均采取直接转矩控制 (DTC) , 由于直接转矩控制没有采用解耦的方式, 所以在算法上并不存在旋转坐标变换, 通过简单检测电机定子电压和电流, 借助瞬时空间矢量理论计算电机的磁链和转矩, 并与给定值进行比较, 根据所得差值就能实现转矩的直接控制[4]。试验台所用的交流变频控制系统为具有明确定义功能和接口的ABB最新一代全数字变频器控制装置ACS800, 其最大的优点就是采用了通用技术, 具有广泛的适应性。变频控制系统可以分成两个基本部分:转矩控制环和速度控制环。
2.1.1 转矩控制环
异步电机的直流母线电压和定子电流以及逆变器的开关状态由相应检测单元进行检测之后, 相应信息流入自适应电机模型。在DTC传动运行之前, 自适应电机模型在电机辨识的过程中收集数据, 这个过程被称为自动辨识。通过自动辨识过程, 电机模型可以进行精确计算并输出描述电机实际转矩和磁通状态的控制信号, 同时也输出电机轴的转速[5]。描述电机实际转矩和磁通状态的控制信号进入比较器后每隔25ms就与给定值进行一次比较, 通过计算得出的转矩和磁通状态信号随即被输送到优化脉冲选择器, 优化脉冲选择器内部使用的数字信号处理器与专用集成电路硬件一起来确定逆变器的开关逻辑。转矩控制框图见图3。
为获得高动态性能的转矩输出, 转矩波动被限制在一定的容差范围内, 所有控制信号通过高速光纤来传输, 极大地提高了处理速度, 每隔25ms逆变器的半导体开关装置收到一个脉冲来控制功率器件的通断或保持, 以保证电机转矩的精确性。
2.1.2 速度控制环
转矩控制系统性能直接影响速度控制系统的动、静态性能[6]。在直接转矩控制中, 通常是由速度控制器根据给定速度与实际速度的偏差产生给定转矩信号, 实际速度通常是借助速度传感器来获取的, 但系统引入速度传感器增加了系统的复杂性及成本, 因此无速度传感器技术就成为一种更理想的选择。本试验台速度控制以自适应理论为基础, 通过选择合适的参数自适应律, 利用转子磁链方程构建了无速度传感器直接转矩控制系统[7]。
具体速度控制过程如下:在转矩给定控制器的内部, 速度控制输出信号为转矩限幅和直流母线电压所限制;当使用外部转矩信号进行速度控制时, 从转矩给定控制器输出的内部转矩给定进入转矩比较器;当使用外部转速信号进行速度控制时, 外部速度给定信号与电机模型输出的实际速度进行比较, 偏差信号进入PID调节器和加速补偿器, 速度控制器的输出为PID调节器输出值和加速补偿器输出值之和。速度控制框图见图4。
2.2 数据采集系统
试验过程中对转矩、转速等参数进行持续采集是试验台数据采集系统的主要任务[8]。采集任务是由布置在相关位置的各种传感器实现的, 通过这些传感器将采集到的数据参数传送到PLC上, 再由PLC对收集来的所有数据进行处理。
相应传感器所采集到的扭矩或转速参数, 通过转换模块输入PLC分析处理之后, 由通信模块反馈给变频控制系统, 就可以调整异步电机的扭矩或转速, 实现对扭矩或转速的闭环控制。在测试过程中还需要对润滑油温度、桥壳温度、室温、大气压力、湿度等数据等参数进行监控, 出现异常情况及时进行报警。
2.3 电封闭系统
汽车试验台大体可分为开放式和封闭式两大类。开放式试验台结构简单, 但其输入功率除维持系统运转外, 其余全部被加载装置以热能形式消耗掉, 运行成本较高, 故不宜进行大功率加载试验。封闭式试验台具有功率回收功能, 动力源发出的功率可以部分反馈回来, 具有能耗低的优点, 因此适合较大功率的长时间运转试验。
封闭式试验台又可以分为机械封闭式和电封闭式两大类[9]。机械封闭式试验台机械结构非常复杂, 试验过程中加载的变化和扭矩的准确控制等功能都不易实现, 且试验性能不够稳定, 通用性较差。电封闭式试验台在进行加载的同时还可以实现发电的功能, 发出的电通过闭环系统提供给电动机或反馈给电网, 以降低试验能耗, 电封闭式试验台具有能源利用效率高和能够实现动态加载等优点。
电封闭式试验台又可进一步细分为交流电能反馈式和直流电能反馈式两类。交流电能反馈式试验台通过闭环系统将电能反馈回电网循环利用, 对电气设备运行的同步同相要求较高, 从而导致电气设备复杂, 工作可靠性差, 且容易对公共电网造成污染。直流电能反馈式试验台则不存在此问题, 电机发出的电不送回电网, 而是送回到电动机, 电气设备简单, 工作可靠性高[10]。
综合各种因素, 本文所设计的试验台采用基于直流母线的电封闭结构形式, 即将一台驱动电机和两台加载电机变频系统的直流母线互联, 三台电机可分别工作在电动状态和发电状态两种模式。当试验台进行驱动桥正向扭矩加载时, 驱动电机工作在电动状态, 整流单元将电网中送来的交流电转化成直流电供给直流母线, 驱动电机通过逆变器从直流母线上获取电能驱动测试桥样件运转;而此时加载电机工作在发电状态, 将驱动电机经测试样件送来的机械能转换为电能, 并将这部分电能进行逆变回馈至直流母线。由于外部电网到直流母线间的能量传输只是单向传输, 故避免了电机发电对公共电网造成污染。电封闭系统原理如图5所示。
由于采用了采用电封闭结构, 故能量可以在上述封闭系统内连续流动, 形成能量封闭系统。在实际测试过程中, 由于存在能量损耗, 故系统需要从外界补充部分能量来弥补能量损耗。为了防止由于电枢并联使发电机也处于电动状态, 电动机与发电机的电枢回路要用单向导通的二极管隔离开。从能量的角度来看, 外界只需要供应上述能量循环过程中由于机械摩擦和电子元件损耗而消耗掉的这部分功率就可以使系统运转, 从而实现最大程度地利用能量的目标。
3 软件结构设计
作为中央监控计算机, 工控机中安装了控制软件, 控制软件界面如图6所示。控制软件设计是试验台控制系统的核心, 根据设计方案, 软件设计必须兼顾控制功能的实现和系统总体布局的需要, 既要能实现各模块的控制任务, 又要便于实现系统的机电一体化控制。目前控制系统的发展趋势是丰富软件功能、简化硬件结构, 从而提高系统的可靠性和智能性, 并有利于系统功能的扩展[11]。
汽车驱动桥传动效率试验台软件系统采用VC++作为开发工具, 采用模块化设计方法, 实现了系统状态监控、系统参数设置及数据实时显示等功能, 界面直观, 操作便捷。如图7所示, 该软件系统主要功能模块如下:
(1) 控制参数输入模块。具有开放的载荷谱编辑功能, 可按照一定格式设置进行连续效率测试试验的一系列包含加载负荷-输入转速-持续时间的试验节点, 即可在自动试验模式下, 按照设定的试验程序自动完成全部试验循环。
(2) 数据存储模块。将测试过程中扭矩和转速数据进行记录并存储下来, 输出数据报表。
(3) 数据动态显示模块。以实时数据或趋势曲线的形式显示当前驱动电机转速及扭矩、加载电机的转速及扭矩、被测驱动桥样件内齿轮润滑油温度等状态信息。
(4) 报警监控模块。可设定转速、扭矩、油温、驱动桥测试样件安装基板振动量等试验参数的报警上限, 对试验过程中的各项试验参数进行实时监控, 出现异常情况时可以按照报警分级处理设置对各种故障状态执行相应的处理程序。
(5) 数据处理模块。对测试得到的扭矩和转速参数进行处理, 得到对应的系统效率值。
(6) 文件管理模块。用于对各种图表、图形文件的保存、读取和删除。
4 试验台测试应用
现以某型号驱动桥为例, 进行该驱动桥系统传动效率的测试。
试验1保持加载电机的负载为400N·m, 将驱动桥测试样件输入转速由300r/min逐渐增大到2700r/min, 具体测定结果见表1。由测试结果可以发现:当加载电机的负载为恒定值时, 随着输入转速的增大, 系统功率损失的增大主要来自于搅油功率损失和齿轮啮合功率损失的同时增大;虽然系统功率损失绝对值是增大的, 但系统输入功率也是增大的且幅度更大, 因此系统负载恒定时, 驱动桥的传动效率随输入转速的增大而相应增大。
试验2保持测试的输入转速为2700r/min, 将加载电机的负载由100N·m逐渐增大到1kN·m, 具体测定结果见表2。
由测试结果可以发现:当输入转速为恒定值时, 随着加载电机负载的增大, 搅油功率损失基本不变化, 系统功率损失的增大主要来自于齿轮啮合功率损失的增大;虽然系统功率损失绝对值是增大的, 但系统输入功率也是增大的且幅度更大, 因此, 当系统输入转速恒定时, 驱动桥的传动效率随着负载增大而相应增大。
5 结语
实际测试结果表明:该试验台结构合理, 操作方便, 使用范围广, 运行时系统稳定可靠, 总体能耗较小, 完全能满足现实工作中的测试要求。
摘要：研发了一种专门用于汽车驱动桥传动效率测试的试验台。使用该试验台进行测试分析, 可以明确影响驱动桥传动效率的关键因素, 发现各因素对驱动桥传动效率的影响规律, 从而找到提高驱动桥传动效率的有效途径, 这对于提高汽车动力性和燃油经济性具有十分重要的意义。该试验台采用模块化结构设计, 具有安装简便、调整方便、自动化程度高的特点。该试验台采用直接转矩控制来进行转矩和转速控制, 利用谐波传动和行星传动技术实现了动态加载, 利用直流母线技术实现了系统功率封闭。测试结果表明:该试验台测试结果准确, 完全满足驱动桥传动效率的测试要求。
关键词：汽车,驱动桥,传动效率,试验台
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传动试验 篇6
近年来,随着油价的高涨,运输企业选择车辆时越来越注重车辆的燃油经济性,具有较好燃油经济性的车辆,将会在后期的车辆采购中占得先机。
本文针对高速物流这一载货车普遍使用的使用工况,针对高速物流的特点,选取合适的发动机和变速箱,并对后桥速比进行优选,得出适合高速物流运输的传动速比的匹配,并运用Cruise软件对结论进行分析对比,结合转毂试验台的试验结果,并结合实际道路使用情况,得出相关结论。充分发挥载货车在高速物流运输上的优势,提升车辆的动力性和燃油经济性。
1、传动系匹配分析
载货车运输大多以高速物流运输为主,总质量严格控制在国家标准范围之内,其特点是运输距离较长,道路较为平坦,高速路况较多,导致车辆需长时间运行在经济转速范围内,且车速不低与高速运输路况要求的最低车速80km/h。
本文以某8×4载货车的设计为例,结合高速物流运输的实际使用特点,选则适合平原高速运输的发动机以及变速箱,进行传动系匹配分析。首先通过对动力经济性初步分析选定两个匹配方案,然后对两个方案进行理论分析,并运用AVL_Cruise整车性能分析软件进行仿真计算,采用对比选优的办法,最终确定一种最合适的传动系匹配方案,并经过转毂试验台试验对动力总车的选用和传动系之间的匹配进行分析和验证,最终确定一种最佳的传动系匹配方案。
1.1 发动机的选择
根据高速物流运输这一使用环境,从发动机的最大功率和适应性来确定一款合适的发动机参数,确定适合高速物流运输的一款发动机。
根据国家公路承载能力认定标准,8×4载货车最大总质量不超过37T,根据发动机的最大功率公式:Pmax=Gmax×λ(1),式中,Pmax—发动机最大净功率(单位:kW),Gmax—最大总质量(单位:T)λ一比功率,根据GB7258要求,载重货车的比功率比功率不允许小于5.0。通过公式(1)计算得出发动机最大净功率Pmax≥185kW。因此,发动机的额定功率P额=Pmax/0.9≥206kW。
根据高速物流运输载货车的特点,需要在高转速范围内持续保持较高的功率储备和输出,满足高速运输需求,并且长期的高速运输为装载运输,要求在高速时扭矩不能下降太快,考虑到燃油经济性与平均行驶速度瞬时效果的整体最佳化,“高转速等功率”的特点使用于高速运输时重型车的综合性能较好。在保证高速装在能力的同时,对于长途爬坡能力也是一个不容忽视的问题,这就需要在低转速范围内持续输出较大的扭矩—“低速等扭矩”特性。为此,从发动机特性来讲,为满足高速物流运输载货车的需求。本着“低速等扭矩,高速等功率”的发动机工作特性原则,在现有的柴油发动机中,拟选择某款额定功率213kW的发动机,其发动机外特性曲线图如图1所示。
1.2 传动系主要部件的确定
载货车的高速路况上行驶,运输距离一般都比较长,行驶的路段大部分较为平缓,因此,在满足使用的前提下,提高变速器的档位,可以有效的提高整车的燃油经济性,而根据目前细分市场的情况,最终选取9～10档的变速器。
长途运输车辆,更加注意传动效率,目前重卡所用驱动桥主要分为单级减速桥和双级减速桥。单级桥与双级桥的主要区别在于单级桥只有主减速器,没有减速机构,造工艺简单,成本较低,维修方便,传动效率高,易损件少,可靠性高。对于高速物流运输载货车,对通过性的要求不高,而对于传动效率要求较高,因此选用单级桥。
1.3 传动系速比的确定
充分发挥发动机的特性,结合高速物流运输的使用特点,需要通过合理的传动系匹配,使发动机保持最低的燃油消耗运行。当发动机经济转速一定时,车辆的经济车速是由传动系的速比决定的,根据车辆经济车速的公式,V经济=0.377*n*r/ig*ir,式中,V经济为经济车速,单位km/h,n为发动机转速,单位rpm/min,r为轮胎滚动半径,单位m,按照12R22.5轮胎计算,r=0.504m,ig为变速箱速比,ir为后桥速比。
由发动机的参数可知,其经济转速在1200/min～1600r/min,如图2所示,当发动机转速一定时,ir的数值越小,经济车速越高。按照经济车速不低于80m/h,发动机经济转速1500r/min计算,轮胎为12R2.5时,=3.56,因此,当≤3.56时,V经济80km/h。
高速物流运输,车辆基本在最高档上运行,而市场上主流的ig有两种,一种是ig=1,一种ig=0.81,也就是常说的超速档变速器。
现在市场上主流的配置有两种,一种是直接档配小速比,一种是超速档配大速比,现在对两种载货车速比搭配,定义两种方案进行仿真分析(表1:两种方案表)
1.4 基于AVL＿Cruise软件对传动系匹配方案进行仿真分析
按照整车总质量37吨,对某8×4载货车运行定义整车参数,见表2 (表2:Cruise整车参数)。
运用软件的模块化建模理念搭建整车仿真模型的结构示意图如下
1.4.1 整车性能计算
整车计算定义了循环工况、爬坡性能、加速性能、最大驱动力4个计算任务,运用Cruise的多配置Component Variaion计算,对表2中的两种方案分别进行计算。计算结果见表3(表3:两种方案的对比分析):
1.4.2 结果分析
通过仿真计算分析,两种方案在基本动力性方面均满足高速物流运输载货车的需求。对比两个方案:方案二优于方案一。
1.5 转毂试验验证和分析
在转毂试验台上,分别对方案一和方案二进行试验,对比试验数据,并将最优方案的试验结果与理论计算结果进行对比。
综合试验数据,将其与计算数据相比较,如下表(见表4-1～表4-2)
根据表4-1到表4-2的数据对比分析,得出以下分析结果:
(1)通过转毂试验台上得出的数据,方案二燃油经济性优于方案一,与运用AVL_Cruise软件计算出的结果对比相符合;
(2)计算值与试验值的对比可以看出,仿真结果与转毂试验值有一定的误差(<5%),这是由建立仿真模型时存在一定的简化及试验时驾驶员的换档规律不一致等原因造成的。但是,对于工程应用来说,该模型的计算结果精度已经能够指导实际工程中判断不同匹配方案的优劣程度。
(3)在实际道路使用中,也证实了此传动系匹配的正确性。
2、结论
1)“高速等功率、低速等扭矩”的发动机外特性适合高速物流运输载货车的使用特点;
2)本文先通过理论分析出两套方案,并将理论数据和转毂试验台上数据进行对比分析,在经过实际道路验证了此传动系匹配的准确性;
3)对于高速物流运输载货车,在保证传动系总速比一定的前提下,采用最高档为直接档的变速器配小速比驱动桥,优于采用最高档为超速档变速器配大速比驱动桥的传动系匹配方案,动力经济型综合性能较好;
4)本文是针对载货车在公路运输这一特定的条件下进行的旨在提升动力经济性的传动系匹配研讨,对于不同的车辆需考虑其实际工况条件和用户实际使用情况而进行相应的匹配设计;
5)通过传动系优化匹配后车辆在市场使用过程中满足载货车在公路运输中的使用,从而验证了通过AVL_Cruise仿真软件计算的正确性。因此,这种分析方法可以应用到其它中、重型卡车性能计算中,具有一定的指导意义,提高了产品设计的准确率,大大缩短了产品开发周期。
参考文献
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传动试验 篇7
1 试验大纲概述
HXN5B型机车整车型式试验大纲是经铁路总公司批复, 戚机公司依据GB/T 3315-2006《内燃机车制成后投入使用前的试验方法》、GB/T 3314-2006《内燃机车通用技术条件》、《4400马力交流传动调车内燃机车设计任务书》、《戚墅堰公司交流传动调车内燃机车技术规范》生成的, 主要进行动力学性能试验、承载结构强度试验、冬季防寒保温试验、牵引特性试验、最大起动牵引力试验、夏季高温高海拔试验、冷却系统性能试验、柴油机功率试验、燃油消耗量试验、制动试验及其他大纲规定试验[2]。试验在2012年11月~2013年8月间进行, 铁科院、戚机公司共同开展了HXN5B型机车整车型式试验。
2 试验情况
2.1 动力学性能和承载结构强度试验
为了考核HXN5B型机车在实际运行中转向架等关键承力部件的动应力, 验证转向架等关键承力部件的机械应力安全度是否满足机车设计条件及标准规定的强度要求和运用里程 (年限) 要求, 在北京铁路局管内京承线及京秦线进行了动力学和承载结构强度试验。
HXN5B0001号内燃机车动力学检测参数中, 轮重减载率、轮轴横向力、轴向平稳性指标、横向平稳性指标、车体垂向加速度和车体横向加速度均未有超限值;脱轨系数全程未发现连续超限。
动应力试验所测HXN5B0001号内燃机车主要承载部件各测点最大应力值未发现超过相应材料许用应力, 各动应力测点的等效应力幅均未超过相应材料许用应力, 符合大纲要求。
2.2 冬季防寒保温试验
为了考核HXN5B型机车柴油机的低温起动性能、司机室保温性能以及机车牵引性能, 在哈尔滨铁路局管内加格达奇、伊图里河、塔河区间进行了防寒保温性能试验, 具体试验项目及结果如表1所示。冬季试验结果表明, 机车在低温下启动性能良好, 司机室保温效果良好, 在运行中机车牵引力发挥正常, 调整比较平稳, 满足大纲要求。
2.3 牵引特性和最大起动牵引力试验
为验证HXN5B型机车的牵引特性和最大起动牵引力, 在环形铁道对HXN5B0001号内燃机车进行了牵引特性试验, 分别对被试机车的1、3、5、7、8位的牵引性能进行了测试, 被试机车8位牵引特性曲线与设计曲线相符 (见图1) 。
在铁科院环形线试验基地对HXN5B0001号机车进行的最大起动牵引力试验中, 测得机车的最大起动牵引力达到562 k N, 满足试验大纲要求。
2.4 夏季高温和高海拔试验
为了考核机车在高温、高海拔下的性能, 戚机公司在乌鲁木齐铁路局管内的哈密、鄯善、乌鲁木齐以及库尔勒进行了高温、高海拔试验。
(1) 冷却系统性能试验。在乌鲁木齐铁路局管内的哈密机务段鄯善车间, 分别在排放模式、油耗模式下对HXN5B0001号机车的冷却系统性能进行了试验, 环境温度为38℃。试验数据推算到外温为40℃时, 柴油机出口水温与油温均在评定指标范围内, 机车冷却性能试验结果符合要求。
(2) 柴油机功率试验。在进行冷却系统性能试验的同时, 分别在排放模式、油耗模式下对被试机车的柴油机功率 (海拔700 m) 进行了试验。试验结果符合试验大纲规定的海拔不高于700 m、外温-40~+40℃的条件下, 柴油机功率3 530 k W, 增压器最高允许转速40 000 r/min, 涡轮前排气温度限值650℃的要求。
2.5 燃油消耗量试验
为考核柴油机燃油消耗量, 在北京环铁站场分别进行排放优先模式和油耗优先模式下的燃油消耗量试验;分别在EPA TierⅡ (美国联邦环保署非公路用柴油发电机排放标准) 模式下100%额定功率和油耗优先模式下100%额定功率、80%额定功率、最低空载转速 (330 r/min) 、最低工作转速 (400 r/min) 进行了试验。试验结果均满足试验指标。
2.6 制动试验
为验证HXN5B型机车的制动性能, 在环形道进行了制动方面的试验, 包括空气制动试验和电阻制动试验。
空气制动试验主要进行了100 km/h自动制动阀紧急制动运行试验, 最短制动距离521.4 m;100km/h、80 km/h自动制动阀常用制动运行试验;100km/h、80 km/h单独制动阀常用制动运行试验;100km/h机车紧急制动阀试验, 最短制动距离579.4m;自动制动阀、单独制动阀与电阻制动互锁试验、无人警惕试验、线路制动试验和LKJ减压120 k Pa试验, 试验结果均符合试验大纲要求。
在电阻制动特性试验中, 分别对被试机车的1、3、5、7、8位电阻制动性能进行了测试。被试机车8位电阻制动特性曲线与设计曲线相符 (见图2) , 符合要求。
2.7 其他试验
在整个机车试验期间, 还进行了称重试验、起吊性能试验、电磁干扰试验、淋雨试验、限界检查试验、司机室噪声试验、风笛试验、主 (辅) 发电机升温试验、蓄电池一车试验、启动性能加速试验以及压缩空气系统气密性试验, 相关试验结果均满足大纲规定的要求。
3 结论
HXN5B型机车整车型式试验结果表明, 机车的整体性能均达到或者超过大纲以及有关标准的要求, 其总体性能达到了国际先进水平, 完全能满足目前国内编组场调车作业的需求。
(1) HXN5B型机车牵引力与国内其他调车内燃机车牵引力相比有了较大提高, 机车起动时的牵引力最大达到562 k N, 持续牵引力高达540 k N, 远高于DF7G型的435 k N和324 k N, 起动牵引力提高了29%, 持续牵引力提高了66.7%。
(2) HXN5B型机车起动加速相较于DF7G型有较大提高, 5 000 t和6 000 t重载起动加速到30 km/h时, 时间缩短了近40%, 距离缩短了近50%, 大大提高了调车机车重载作业的效率。
(3) HXN5B型机车装用的R12V280ZJ型柴油机装车功率达3 530 k W, 是戚机公司为满足我国铁路大功率调车机车和新一代铁路次干线、支线内燃机车的需要, 在R16V280ZJ型柴油机基础上通过自主创新、结合消化吸收引进技术而开发的新一代高可靠性、油耗达198 g/ (kw·h) 和排放满足EPA TierⅡ的机车柴油机。
(4) 整个试验期间机车冷却系统控制良好、工作可靠, 在高温接近40℃时柴油机的油水温度距限定保护值仍有一定余量, 表明机车冷却系统的性能优良, 能满足机车在高温地区的正常运用。
(5) 机车配套采用的无刷交流同步发电机、辅机电传动、全微机控制等技术的采用对提升整个机车的技术档次, 减少机车的维护工作量, 增强运用过程中故障诊断的及时性等都起到了积极的作用。
由此可以看出, 与我国现有调车内燃机车相比, HXN5B型大功率交流传动调车内燃机车各系统均有较大进步, 所采用的多项技术均达到了国际先进水平, 是我国目前单机功率最大、技术先进、性能优良的新一代重载调车内燃机车, 可有效解决调车机车与干线机车牵引定数不匹配的问题, 提高调车机车作业效率, 具有良好的推广应用前景。
参考文献
[1]冯强.引进大功率交流传动内燃机车的选型[J].内燃机车, 2008 (9) :8-11.